Разработка методов повышения ресурса шестеренных насосов гидротопливных систем (06.04.2009)

Автор: Аистов Игорь Петрович

стружки в фильтре»

(доля отказов – 11,7%)

4. Отказ агрегата по дефекту «Падение

оборотов двигателя и его останов»

(доля отказов – 15%) Критический параметр П1:

Происходит из-за резкого увеличение объемных потерь рабочей жидкости из камеры нагнетания в камеру всасывания насоса через зону зацепления из-за раскрытия контактов рабочих профилей зубьев шестерен. При этом, происходит увеличение динамических нагрузок на зубья шестерен и рост контактных напряжений, ведущий к повышенному износу зубьев шестерен насоса (рис. 1).

Критический параметр П2:

Происходит из-за роста объемных потерь рабочей жидкости в полостях шестеренного насоса и падения его объемного КПД. При этом, разборка насоса показывает повышенный износ поверхностей торцевых уплотнений подпятников шестеренного насоса (рис. 2).

Критический параметр П3:

Износ зубьев шестерен (рис. 1), подпятников (рис. 2) и подшипниковых опор (рис. 3).

Критический параметр П4:

Происходит вследствие среза или потери прочности вала ведущей шестерни, возникающий вследствие заклинивания шестерен в подпятниках насоса (рис. 4).

На основании проведенного обзора литературных источников можно сделать заключение о том, что существующие исследования и общепринятые методики прочностных расчетов не позволяют достоверно оценить реальное нагруженное состояние деталей и узлов, рассматриваемых в качестве примера шестеренных насосов, и объяснить причины их преждевременных отказов, которые прежде всего связаны с нерасчетными режимами нагружения составляющих их деталей и узлов.

В главе поставлена цель и задачи исследования.

Во второй главе, в общем виде, на основе вероятностного подхода, проведен анализ взаимного положения деталей и узлов шестеренного насоса и их влияние на каждый из критических параметров Пi. Анализ проведен с помощью векторно-вероятностного представления погрешностей изготовления и монтажа составляющих деталей рассматриваемого агрегата, которые сгруппированы по узлам агрегата (корпус насоса, подшипниковый узел, вал-шестерня) в суммарные векторы. Векторы представлены в виде суммы неподвижного вектора погрешностей изготовления элементов агрегата, и переменного вектора, т.е. зависящего от угла поворота шестерен, для каждой m–ой опоры агрегата для i–го ротора (вала) насоса:

где t?zmi – постоянный вектор, характеризующий погрешность расположения рабочих осей шестерен в подшипниковых опорах; t?vmi – переменный вектор погрешности, зависящий от угла поворота шестерни; ?vmi – фазовый угол ориентации вектора погрешности t?vi; ( – частота вращения шестерен агрегата; ? – текущее время.

Текущее положение рабочей оси шестерни формируется в каждый момент времени сочетанием суммарных погрешностей соответственно в правой и левой опорах, при этом угол перекоса шестерен можно рассчитать по формуле:

где l – расстояние между опорами (здесь индекс m = "л" обозначает условно левую опору; m = "п" – условно правую опору).

Изменение межосевого расстояния i–ой шестерни рассчитывается как

, где t?zi – постоянная составляющая; t?vi – переменная составляющая; ?vi – фазовый угол ориентации вектора погрешности t?vi. Тогда реальная величина межосевого расстояния aw fakt после монтажа шестерен насоса может быть определена по следующему выражению:

где aw – расчетная величина межосевого расстояния шестерен насоса.

Выражение (3) описывает расположение рабочих осей шестерен относительно базовых, которые шестеренный насос может иметь во время работы насоса. Для рассматриваемых агрегатов разброс погрешности расположения рабочих осей шестерен ?aw(?t) может достигать от 0 до 0,168 мм, а монтажный угол перекоса шестерен ?i насоса лежит в пределах от 0 до 4,7.10-4 рад.

В результате, на основе векторно-вероятностного анализа первичных погрешностей изготовления и погрешностей монтажа составляющих агрегат деталей, разработаны теоретические основы оценки их фактического положения в собранном виде.

Третья глава посвящена анализу нагруженного состояния деталей и узлов для рассматриваемого агрегата. Определено влияние фактического положения деталей, особенностей конструкции и условий работы агрегата на их нагруженное состояние применительно к критическим параметрам, выявленных в главе 1. Для этого, по каждому из критических параметров Пi был проведен комплекс теоретических исследований, которые позволили выявить причины или условия возникновения конкретного i-ого отказа.

Критический параметр П1. На основе результатов, полученных в главе 2, рассмотрено влияние погрешностей положения и изготовления шестерен рассматриваемого агрегата на коэффициент перекрытия ?? зубчатого зацепления шестеренного насоса в следующем виде:

где rа – радиус окружности вершин зубьев шестерен; rb – радиус основной окружности зубчатого зацепления; pb – основной окружной шаг зубчатого зацепления; (a'w(?t) – составляющая, учитывающая кинематическую погрешность шестерен на коэффициент перекрытия:

где Fpi – допуск на накопленную погрешность шага зубьев шестерен; ffi – допуск на погрешность профиля зуба шестерен; ?'w – угол зацепления профиля зубьев по начальной окружности, реализуемый при радиальном смещении:

где ?w – угол зацепления профиля по начальной окружности.

На рис. 5 представлен график изменения коэффициента перекрытия ?? зубчатого зацепления рассматриваемого шестеренного насоса в зависимости от погрешности расположения рабочих осей шестерен насоса (aw/aw, которые могут быть технологически реализованы во время сборки насоса без учета кинематической погрешности (линия 1) и с её учетом (линия 2). На рис. 6 символом – показано значение коэффициента перекрытия ?? при минимальной монтажной погрешности t?min; символом – для максимальной погрешности t?max; символом квдр. – значение для монтажной погрешности расположения рабочих осей шестерен с вероятностью Р = 0,9973. Как видно из рисунка, для рассматриваемого агрегата коэффициент перекрытия ??, в зависимости от величины и ориентации первичных погрешностей может достигать значения ?? = 0,988 (вместо расчетного 1,044) даже в пределах допустимых значений допусков изготовления и монтажа деталей и узлов агрегата.

С целью изучения особенностей конструкции и условий работы рассматриваемого агрегата на нагруженное состояние составляющих его деталей применительно к критическому параметру П1, в главе подробно рассмотрена работа зубчатого зацепления шестерен при ?? < 1.

На первом этапе, проведено теоретическое исследование путем моделирования работы зубчатого зацепления насоса в системе автоматизированного проектирования AutoCAD. Процесс моделирования условий работы зубчатого зацепления шестерен заключался в воспроизводстве метода обкатки при нарезании зубьев заданным производящим исходным контуром. После получения моделей «идеальных» шестерен с заданными параметрами, передача «собиралась» при различных межосевых расстояниях, начиная с номинального (расчетного) и далее, с задаваемым шагом, изменялся до максимально возможного в пределах допусков составляющих насос деталей и узлов.

На рис. 6 приведен случай при ?? = 1; на рис. 7 при ?? < 1 – в этом случае, для другой пары шестерен, наблюдается зазор, который необходимо преодолеть рабочему зубу ведомой шестерни для входа в зацепление с рабочим зубом ведомой шестерни, т.е. ведомой шестерни необходимо довернуться на угловой зазор (?z.

Моделирование проводилось в системе автоматизированного проектирования AutoCAD. На графиках рис. 8 представлены результаты моделирования на примере зубчатого зацепления «идеальных» шестерен насоса НШ-32К (z1 = z2 = 8; m = 5 мм; aw = 45 мм). На рисунке, для наглядности, совмещены графики зависимости величины дополнительного доворота шестерен (fz = f ((aw/aw) (линия 1) и коэффициента перекрытия ?? = f ((aw/aw) (линия 2) на каждом цикле перезацепления зубьев при изменении межосевого расстояния.

Конкретный вариант экспериментального шестеренного насоса НШ-32К, исследовался методами кинематометрии и виброметрии. На рис. 9 приведена расчетная зависимость зубцовой составляющей кинематической погрешности для зубчатого зацепления экспериментального насоса НШ-32К (линия 1) с учетом допуска на циклическую погрешность зубцовой частоты шестерни fzzo = 30 мкм и её увеличение, согласно результатам приведенных на рис. 9. Здесь же представлены экспериментальные значения зубцовой составляющей кинематической погрешности зубчатого зацепления fzzor (обозначенные – ) и значения коэффициента перекрытия ?? (линия 2) в зависимости от межосевого расстояния шестерен экспериментального насоса НШ-32К. Из графиков, представленных на рис. 9, видно, что при достижении некоторого определенного значения отклонения межосевого расстояния отмечается резкий рост зубцовой составляющей кинематической погрешности fzzor. В результате, можно сделать вывод о том, что при достижении величины отклонения межосевого расстояния, которая соответствует значению коэффициента перекрытия зубчатого зацепления ?? = 1, отмечается резкий рост зубцовой составляющей кинематической погрешности, например, для экспериментального насоса НШ-32К эта критическая величина отклонения межосевого расстояния составляет (aw/aw = 0,008, а пороговая величина зубцовой составляющей кинематической погрешности fzzor = 40 мкм. При дальнейшем росте отклонения межосевого расстояния (aw/aw значения коэффициента перекрытия становятся ?? < 1.

Таким образом, в связи с характерной особенностью работы зубчатого зацепления шестеренного насоса, при котором коэффициент перекрытия может быть ?? ? 1, особое значение приобретает влияние дополнительного динамического нагружения зубьев шестерен, возникающего вследствие ударного входа зубьев вне линии зацепления. В этом случае происходит увеличение динамических нагрузок и рост контактных напряжений.

На рис. 10 представлены результаты моделирования погрешностей основного шага шестерен fPb (линия 1) и расчета коэффициента динамической нагрузки для контактных напряжений КH v (линия 2) в зависимости от коэффициента перекрытия зубчатого зацепления ?? для авиационных агрегатов 760Б и 4001. Из рисунка следует, что при достижении значения коэффициента перекрытия ?? < 1, резко возрастают расчетные значения погрешностей основного шага шестерни fPb и, соответственно коэффициент КHv (линия 2), который учитывает динамическую нагрузку в зубчатом зацеплении (ГОСТ 21354-87). Характер распределения погрешностей основного шага fPb (линия 1) для шестерен получен в результате моделирования работы зубчатого зацепления рассматриваемого агрегата в системе автоматизированного проектирования AutoCAD.

На рис. 11 показан рост контактных напряжений ?H (линия 1), действующих на зубья шестерен агрегатов 760Б и 4001, в зависимости от коэффициента перекрытия зубчатого зацепления. Здесь же показано отношение ?HP/?H (линия 2), характеризующее запас прочности по контактным напряжениям рабочих профилей зубьев шестерен насоса. Из полученных результатов следует, что работа зубчатого зацепления шестеренного насоса в условиях раскрытия контакта между рабочими профилями зубьев шестерен начиная с некоторого значения коэффициента перекрытия (в нашем случае ??=0,988) приводит к опасному увеличению расчетных контактных напряжений на зубья шестерен при котором отношение ?HP /?H < 1, что создает предпосылки для их разрушения (рис. 1).

В главе была произведена оценка долговечности зубьев шестерен насоса на контактную прочность. На рис. 12 представлены результаты оценки долговечности Lh зубьев шестерен по контактной прочности рассматриваемого насоса (агрегаты 760Б и 4001) относительного базового варианта (Lh0 = 16000 час), выполненного по 7-й степени точности, в зависимости от величины от коэффициента перекрытия ?? зубчатого зацепления. Оценка ресурса производилась в соответствии положениям ГОСТ 21354–87. Учитывая, что коэффициент перекрытия ?? зубчатого зацепления насоса может достигать значения до ?? = 0,988 (рис. 5), долговечность зубьев шестерен может быть в 3-4 раза меньше расчетного базового варианта (Lh0 = 16000 час), что хорошо согласуется с производственными данными.

, где r = Rнар – расстояние от оси шестерни до линии действия возникшего осевого усилия; sт – величина гарантированного торцевого зазора между торцами зубьев шестерен и торцевой поверхностью подпятника, находится в пределах от 5 до 9 мкм.

В главе определены нагрузки, возникающие при перекосе в паре трения «торцы зубьев шестерен – подпятник». Принималось, что для трущихся поверхностей торцов зубьев и подпятника известны конструктивные, технологические, материаловедческие и эксплуатационные характеристики трущихся поверхностей. Необходимые исходные данные по допускам размеров деталей, материалам и технологии обработки взяты из конструкторской и технологической документации для рассматриваемого агрегата.


загрузка...